Расчет центробежного дутьевого вентилятора консольного типа

Министерство образования и науки РФ

Уральский федеральный университет имени первого президента Б.Н.Ельцина

Кафедра промышленной теплоэнергетики

 

 

Оценка за проект

Члены комиссии

 

 

 

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

 

по дисциплине: «Тепловые двигатели и нагнетатели»

на тему: «Расчет центробежного дутьевого вентилятора консольного типа»

 

140104. 555 543. 001 ПЗ

 

 

 

 

 

 

 

 

Студент        Таушканов А.В.

Группа        Т-38021

Преподаватель      Колпаков А.С.

 

 

 

 

 

 

 

г. Екатеринбург 2007 г.

 

Исходными данными для проектирования являются (Табл. 1):

Таблица 1

Исходные данные

 

№ п/п	Наименование	Обозн.	Ед. измер.	Знач.
1	Производительность вентилятора	Q	тыс. м3/час	20,43
2	Полное давление вентилятора	Pк	Па
3	Параметры газа на входе  в агрегат:
	-абсолютное давление	Р	МПа	3520
	-температура	Т	оС	30
	-плотность	r	кг/м3
4	Молекулярная масса  газа	m	кг/кмоль
5	Принятая исходная система  коэффициентов:
	Отношение диаметров просвета и входа	D0/D1	-
	Коэффициенты потерь напора:
	-на входе в рабочее колесо	xвх	-
	-на лопатках рабочего колеса	xлоп	-
	-при повороте потока на рабочие лопатки	xпов	-
	-в спиральном отводе (кожухе)	xх	-
	коэффициенты изменения  скорости:
	-в спиральном отводе (кожухе)		-
	-на входе в рабочее колесо		-

 

Рабочим телом во всех предлагаемых вариантах расчета  центробежного вентилятора является воздух.

Результаты расчета  представляются в табличной форме (табл. 2):

Таблица 2

 

Результаты расчета

 

№  Величина     Разм.    Обозн. Знач.

1. Вентилятоp - консольного типа

2. Показатели эффективности:

   - гидpавлический  КПД   вентилятоpа    [%]            h_г

   - механический  КПД   вентилятоpа           [%]            h_м

   - о б щ и й   КПД   вентилятоpа           [%]           h

 

3. Мощность на валу агpегата                 [кВт]        N

4. Число обоpотов агpегата                 [об/мин] n

5. Геометpия пpоточной  части агpегата:

   - диаметp пpосвета  колеса на входе         [мм]          D₀

   - диаметp входа на  лопатки колеса          [мм]          D₁

   - отношение диаметpов  пpосвета и входа     [-]           D₀/D₁

   - минимально допустимый  диаметp вала     [мм]         D_в

   - диаметp колеса                           [мм]        D₂

   - отношение диаметpов  выхода и входа       [-]          D₂/D₁

   - шиpина колеса  на входе                  [мм]           b₁

   - шиpина колеса  на выходе                  [мм]          b₂

   - угол установки  лопатки на входе        [гpад]       b_1л

   - угол  установки лопатки на выходе      [гpад]       b_2л

   - число  лопаток колеса                      [-]              z_л

6. Элементы тpегольника  скоpостей 

    на входе в pабочее колесо:

   - скоpость  газа на входе в колесо         [м/с]         C₀

   - скоpость  входа газа на лопатки          [м/с]         C₁

   - окpужная  скоpость на входе              [м/с]          U₁

   - относительная  скоpость потока           [м/с]         W₁

   - угол  входа потока на лопатки колеса    [гpад]         b₁

7. Элементы тpегольника  скоpостей 

    на выходе из pабочего колеса

   - скоpость  выхода из pабочего колеса      [м/с]           C₂

   - окpужная  скоpость                        [м/с]           U₂

   - относительная  скоpость потока           [м/с]           W₂

   - пpоекция  абс.скоpости на напp.окpужной [м/с]           C_2u

   - отношение  скоростей С_2r/U₂                [-]           C_2r/U₂

   - угол  выхода потока из колеса           [гpад]        b₂

8. Пpофилиpование  лопаток pабочего колеса

 дугой окpужности

   - pадиус  окpужности центpов                [мм]           R_ц

   - pадиус  окpужности пpофиля лопатки       [мм]           R_л

 

3. Краткая характеристика центробежных вентиляторов

Центробежные вентиляторы  относятся к категории нагнетателей, отличающихся наибольшим разнообразием конструктивных типов. Колеса вентиляторов могут иметь лопатки загнутые как вперед, так и назад относительно направления вращения колеса. Достаточно распространены вентиляторы с радиальными лопатками.

При проектировании следует  учитывать, что вентиляторы с лопатками назад более экономичны и менее шумны.

КПД вентилятора растет с увеличением быстроходности и  для колес конической формы с лопатками назад может достигать значения ~0,9.

С учетом современных  требований к энергосбережению при  проектировании вентиляторных установок  следует ориентироваться на конструкции  вентиляторов, соответствующих отработанным аэродинамическим схемам Ц4-76, 0,55-40 и сходным с ними.

Компоновочные решения  определяют КПД вентиляторной установки. При моноблочном исполнении (колесо на валу электропривода) КПД имеет максимальное значение. Использование в конструкции ходовой части (колесо на собственном валу в подшипниках) снижает КПД приблизительно на 2 % . Клиноременная передача по сравнению с муфтой дополнительно снижает КПД еще минимум на 3 %. Проектные решения зависят от давления вентиляторов и их быстроходности.

По развиваемому избыточному давлению воздушные вентиляторы общего назначения делятся на следующие группы:

1. вентиляторы высокого давления (до 1 кПа);

2. вентиляторы среднего давления (1¸3 кПа);

3. вентиляторы низкого давления (3¸12 кПа).

Некоторые специализированные вентиляторы высокого давления могут развивать давление до 20 кПа.

По быстроходности (удельному  числу оборотов) вентиляторы общего назначения подразделяют на следующие  категории:

1. быстроходные вентиляторы (11<n_s<30);

2. вентиляторы средней быстроходности (30<n_s<60);

3. быстроходные вентиляторы (60<n_s<80).

Конструктивные решения  зависят от требуемой проектным  заданием подачи. При больших подачах вентиляторы имеют колеса двустороннего всасывания.

Предлагаемый расчет относится к категории конструктивных и выполняется методом последовательных приближений.

Коэффициенты местных  сопротивлений проточной части, коэффициенты изменения скорости и соотношения линейных размеров задаются в зависимости от проектного давления вентилятора с последующей проверкой. Критерием правильности выбора является соответствие расчетного давления вентилятора заданному значению.

 

4. Аэродинамический расчет центробежного вентилятора

 

Для расчета задаются:

1. Отношением диаметров рабочего колеса

.

2. Отношением диаметров рабочего колеса на выходе и на входе газа:

.

Меньшие значения выбираются для вентиляторов высокого давления.

3. Коэффициентами потерь напора:

а) на входе в рабочее  колесо:

;

б) на лопатках рабочего колеса:

;

в) при повороте потока на рабочие лопатки:

;

г) в спиральном отводе (кожухе):

.

 

Меньшие значения x_вх, x_лоп, x_пов, x_к соответствуют вентиляторам низкого давления.

4. Выбираются коэффициенты изменения скорости:

а) в спиральном отводе (кожухе)

;

б) на входе в рабочее  колесо

;

в) в рабочих каналах

.

5. Вычисляется коэффициент потерь напора, приведенный к скорости потока за рабочим колесом:

.

6. Из условия минимума потерь давления в вентиляторе определяется коэффициент R_в:

.

7. Находится угол потока на входе в рабочее колесо:

, град.

 

 

8. Вычисляется отношение скоростей

 

.

9. Определяется коэффициент теоретического напора из условия максимума гидравлического коэффициента полезного действия вентилятора:

.

10. Находится значение гидравлического к.п.д. вентилятора:

.

 

11. Определяется угол выхода потока из рабочего колеса, при оптимальном значении h_Г:

 , град.

12. Необходимая окружная скорость колеса на выходе газа:

, м/с.

где r [кг/м³] – плотность воздуха при условиях всасывания.

13. Определяется необходимое число оборотов рабочего колеса при наличии плавного входа газа в рабочее колесо

, об/мин.

Здесь m₀=0,9¸1,0 – коэффициент заполнения сечения активным потоком. В первом приближении он может быть принят равным 1,0.

Рабочее число оборотов приводного двигателя принимается из ряда значений частот, характерных для электроприводов вентиляторов: 2900; 1450; 960; 725.

14. Наружный диаметр рабочего колеса:

, мм.

 

15. Входной диаметр рабочего колеса:

, мм.

Если действительное отношение диаметров рабочего колеса близко к принятому ранее, то уточнения в расчет не вносятся. Если значение получается больше 1м, то следует рассчитывать вентилятор с двухсторонним всасыванием. В этом случае в формулы следует подставлять половинную подачу 0,5Q.

 

Элементы треугольника скоростей при входе газа на рабочие лопатки

16. Находится окружную скорость колеса на входе газа

, м/с.

17. Скорость газа на входе в рабочее колесо:

, м/с.

Скорость С₀ не должна превышать 50 м/с.

18. Скорость газа перед лопатками рабочего колеса:

, м/с.

19. Радиальная проекция скорости газа при входе на лопатки рабочего колеса:

, м/с.

 

20. Проекция входной скорости потока на направление окружной скорости принимается равной нулю для обеспечения максимума напора:

С_1u = 0.

Поскольку С_1r = 0, то a₁ = 90⁰, то есть вход газа на рабочие лопатки радиальный.

21. Относительная скорость входа газа на рабочие лопатки:

w₁ =

, м/с.

По рассчитанным значениям С₁, U₁, w₁, a₁, b₁ строится треугольник скоростей при входе газа на рабочие лопатки. При правильном подсчете скоростей и углов треугольник должен замкнуться.

 

 

 

Элементы треугольника скоростей при выходе газа с рабочих лопаток

22. Радиальная проекция скорости потока за рабочим колесом:

, м/с.

 23. Проекция абсолютной скорости выхода газа на направление окружной скорости на ободе рабочего колеса:

, м/с. 

 24. Абсолютная скорость газа за рабочим колесом:

, м/с.

25. Относительная скорость выхода газа с рабочих лопаток:

, м/с.

По полученным значениям С₂, С_2u,U₂, w₂, b₂ строится треугольник скоростей при выходе газа из рабочего колеса. При правильном

расчете скоростей и углов треугольник скоростей должен также замкнуться.

 

 

26. По уравнению Эйлера производится проверка давления, создаваемого вентилятором:

, Па.

Расчетное давление должно совпадать  с проектным значением.

 

27. Ширина лопаток на входе газа в рабочее колесо:

, мм,

здесь: a_УТ = 0,02¸0,03 -коэффициент утечек газа через зазор между колесом и входным патрубком; m_u1 = 0,9¸1,0 - коэффициент заполнения входного сечения рабочих каналов активным потоком.

 

28. Ширина лопаток на выходе газа из рабочего колеса:

, мм,

где m_u2 = 0.9¸1.0 – коэффициент заполнения активным потоком выходного сечения рабочих каналов.

 

Определение углов установки и числа лопаток рабочего колеса

29. Угол установки лопатки на входе потока в колесо:

, град,

где i – угол атаки, оптимальные значения которого лежат в пределах -3¸+5⁰.

30. Угол установки лопатки на выходе газа из рабочего колеса:

, град,

где s - угол отставания потока вследствие отклонения потока в косом срезе межлопаточного канала. Оптимальные значения обычно принимаются из интервала σ = 2¸4⁰.

 

31. Средний установочный угол лопатки:

, град.

 

32. Число рабочих лопаток:

Округляем число лопаток  до целого четного числа.

 

33. Уточняется принятый ранее угол отставания потока по формуле:

,

где k = 1,5¸2,0 при загнутых назад лопатках;

k= 3,0 при радиальных лопатках;

k= 3,0¸4,0 при загнутых вперед лопатках;

b_2л =

;

s =b_2л -b₂.

Уточненное значение угла s  должно быть близким к предварительно заданному значению. В противном случае следует задаться новым значением σ

 

Определение мощности на валу вентилятора

34. Полный КПД вентилятора:

,

где h_мех = 0,9¸0,98 – механический к.п.д. вентилятора;

= 0,02 –величина утечек газа;

a_д = 0,02 – коэффициент потери мощности на трение рабочего колеса о газ (дисковое трение).

 

35. Необходимая мощность на валу двигателя:

=   кВт.

 

Профилирование лопаток рабочего колеса

Наиболее часто применяются  лопатки, очерченные по дуге окружности.

36. Радиус лопаток колеса:

, м.

 

37. Радиус центров находим по формуле:

R_ц =

, м.

Построение профиля  лопаток может быть выполнено также в соответствии с рис. 3.

Рис. 3. Профилирование лопаток рабочего колеса вентилятора

 

Расчет и  профилирование спирального отвода

У центробежного вентилятора  отвод (улитка) имеет постоянную ширину B,существенно превышающую ширину рабочего колеса.

38. Ширину улитки выбирают конструктивно:

В»2b_1, мм.

Очертания отвода чаще всего соответствуют логарифмической спирали. Ее построение выполняется приближенно по правилу конструкторского квадрата. При этом сторона квадрата a в четыре раза меньше раскрытия спирального корпуса A.

 

39. Величину А определяем из соотношения:

, м.

где средняя скорость газа на выходе из улитки С_а находится из соотношения:

С_а =(0,6¸0,75)*С_2u, м/с.

40. Далее вычерчиваем конструкторский квадрат со стороной:

а = А/4 =  мм.

41. Определим радиусы дуг окружностей,  образующих спираль. Исходной окружностью для образования спирали улитки является окружность радиуса:

, мм.

Радиусы раскрытия улитки R₁, R₂, R₃, R₄ находим по формулам:

R₁ = R_Н + , мм;

R₂ = R₁ + а, мм;

R_{3 =}R₂ + a, мм;

R₄ = R₃ + а, мм.

 

Построение улитки выполняется в соответствии с рис. 4.

Рис. 4. Профилирование улитки вентилятора по методу конструкторского квадрата

Вблизи рабочего колеса отвод переходит в так называемый язык, разделяющий потоки и уменьшающий перетечки внутри отвода. Часть отвода, ограниченную языком, называют выходной частью корпуса вентилятора. Длина выходного отверстия C определяет площадь выходного отверстия вентилятора. Выходная часть вентилятора является продолжением отвода и выполняет функции криволинейного диффузора и напорного патрубка.

Положение колеса в спиральном отводе задают, исходя из минимума гидравлических потерь. Для уменьшения потерь от дискового трения колесо смещено к задней стенке отвода. Зазор между основным диском колеса и задней стенкой отвода (со стороны привода) с одной стороны, и колесом и языком с другой, определяется аэродинамической схемой вентилятора. Так, например, для схемы Ц4-70 они составляют соответственно 4 и 6,25 %.

 

Профилирование  всасывающего патрубка

Оптимальная форма всасывающего патрубка соответствует суживающимся сечениям по ходу газа. Сужение потока увеличивает его равномерность и способствует ускорению при входе на лопатки рабочего колеса, что уменьшает потери от удара потока о кромки лопаток. Лучшими показателями обладает плавный конфузор. Сопряжение конфузора с колесом должно обеспечивать минимум протечек газа с нагнетания на всас. Величина протечек определяется зазором между выходной частью конфузора и входом в колесо. С этой точки зрения зазор должен быть минимален, его реальное значение должно зависеть только от величины возможных радиальных биений ротора. Так, для аэродинамической схемы Ц4-70 размер зазора составляет 1 % от наружного диаметра колеса.

Лучшими показателями обладает плавный конфузор. Однако в большинстве случаев оказывается достаточно обычного прямого конфузора. Входной диаметр конфузора должен быть больше диаметра всасывающего отверстия колеса в 1,3¸2,0 раза.

 

 

 

 

4. Механический расчет

4.1. Проверочный расчет лопаток рабочего колеса на прочность

 

При работе насоса лопатки несут три вида нагрузок:

• центробежные силы собственной массы;
• разность давлений перемещаемой среды на рабочую и тыльную стороны лопатки;
• реакция деформирующихся основного и покрывного дисков.

На практике нагрузки второго и  третьего видов не учитывают, потому что эти нагрузки значительно меньше нагрузок от центробежных сил.

При расчете лопатку рассматривают  как балку толщиной [d], работающую на изгиб. Ориентировочно изгибающее напряжение в лопатке можно подсчитать по формуле:

s_ил = =          кг/см²,

где R₁ и b₁ – радиус колеса на всасе и толщина лопатки соответственно, мм.

Допустимые напряжения в теле лопатки  равны [s_ил] = 2400 кг/см².

 

4.2. Проверочный расчет на прочность основного диска рабочего колеса

 

При проектировании рабочих колес толщины дисков назначаются конструктором с последующей проверкой напряжений расчетом.

Для колес одностороннего всасывания максимальное значение тангенциального  напряжения можно проверить по формуле:

 

s_τ =

,

 

где G_л - суммарная масса лопаток, кг;

δ^/ - толщина диска, мм;

n₀ – число оборотов, об/мин.

G_л =

=          кг,

где ρ = 7850 кг/м³.

Коэффициенты k₁ и k₂ определяются по номограмме (Рис. 5).

 

 

Рис. 5. Номограмма для определения коэффициентов k₁ и k₂

 

Полученное напряжение не должно превышать  предел текучести для стали  [s_τ] = 2400 кг/см².

5. Выбор привода вентилятора

 

Для привода вентиляторов консольного типа преимущественно используются асинхронные электродвигатели серии 4А и их аналоги других серий. Для выбора электродвигателя руководствуются частотой вращения вентилятора и его мощностью. При этом требуется учесть необходимость запаса по мощности во избежание выхода двигателя из строя при запуске, когда возникают большие пусковые токи. Коэффициент запаса =1,05¸1,2 выбирается, исходя из величины мощности вентилятора. Большие значения коэффициента соответствуют меньшим значениям мощности.

Выбор электродвигателей производится по каталогам и справочникам [5]. В пояснительной записке указывается тип электродвигателя, его мощность, частота вращения и напряжение питания.

Расчетные показатели вентилятора целесообразно сопоставить с показателями типового оборудования тех же параметров (табл. 3).

 

Таблица 3

Дутьевые вентиляторы производства ОАО «Бийскэнергомаш»

с посадкой рабочего колеса на вал электродвигателя

Заводское обозначение	Тип эл/двигателя	Установл. мощность двиг. кВт	Потр. мощность кВт	Подача тыс. м3/ч	Давл. даПа	Габариты (LхВхН), мм
ВДН6,3-1000 об/мин	4А112МА6	3,0	0,7	3,4	62,5	1150x1240x1075
ВДН6,3-1500 об/мин	4А112М4	5,5	2,4	5,102	138,0	1150x1240x1075
ВДН6,3-3000 об/мин	4А180М2УЗ	30,0	19,2	10,2	553,0	1140x1100x1140
ВДН8-1000 об/мин	АИР160S6	11,0	2,3	6,97	99,0	1165x1470x1285
ВДН8-1500 об/мин	АИР160S4	15,0	7,9	10,46	223,0	1165x1470x1285
ВДН9-1000 об/мин	АИР160S6	11,0	4,2	9,93	125,0	1205x1647x1368
ВДН9-1500 об/мин	АИР160S4	15,0	14,2	14,9	283,0	1205x1647x1368
ВДН10-1000 об/мин	АИР160S6	11,0	7,1	13,62	155,0	1288x1825x1485
ВДН10-1500 об/мин	АИР180М4	30,0	24,0	20,43	352,0	1360x1825x1485
ВДН11,2-1000 об/мин	А200М6	22,0	12,6	19,13	194,0	1477x2038x1685
ВДН11,2-1500 об/мин	5А225М4	55,0	42,5	28,7	441,0	1505x2038x1685
ВДН12,5-1000 об/мин	A200L6	30,0	21,8	26,6	243,0	1626x2230x1820
ВДН12,5-1500 об/мин	4А250М4	90,0	73,6	39,9	552,0	1745x2230x1820
ВДН13-1000 об/мин	4AM250S6	45,0	27,0	29,0	275,0	1815x2270x1990
ВДН13-1500 об/мин	4АМ280М4	132,0	91,0	43,0	620,0	2080x2270x1990
ВД-3-1500 об/мин	АИР100S4	3,0	0,19	1,0	46,0	605x515x570
ВД-3-3000 об/мин	АИР112М2	7,5	1,6	2,0	185,0	660x515x570
ВД2,8-1500 об/мин	АИР100S4	3,0	0,4	1,3	70,0	500x525x580
ВД2,8-3000 об/мин	АИР112М2	7,5	3,3	2,6	280,0	565x525x580
ВД2,7-1500 об/мин	4АМ80А4	1,1	0,09	0,55	37,5	420x393x569
ВД2,7-3000 об/мин	4А71В2	1,1	0,7	1,1	150,0	420x393x569
ВД2,7-3000 об/мин	4АМ80А2	1,5	0,7	1,1	150,0	420x393x569

 

 

 

 

Список литературы

 

1. Соломахова Т.С., Чебышева К.В. Центробежные вентиляторы. Аэродинамические схемы и характеристики: Справочник. М.: Машиностроение, 1980. 176 с.

2. Вахвахов Г.Г. Энергосбережение и надежность вентиляторных установок. М.: Стройиздат, 1989. 176 с.

3. Аэродинамический расчет котельных установок (нормативный метод). / Под ред. С.И. Мочана. Л.: Энергия, 1977. 256 с.

4. Тягодутьевые машины: Каталог. «Сибэнергомаш». 2005.

5. Алиев Электротехнический справочник